Wagner Alberto de Moraes

ESTUDO DO RUÍDO DE REFRIGERADORES CAUSADO PELA PULSAÇÃO DO FLUIDO REFRIGERANTE NO

CONDENSADOR

Dissertação submetido(a) ao Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da Universidade Federal de Santa Catarina para a obtenção do Grau de Mestre em Engenharia Mecânica.Orientador: Prof. Ph. D. Arcanjo Lenzi

Florianópolis2013

Ficha de identificação da obra elaborada pelo autor, através do Programa de Geração Automática da Biblioteca Universitária da UFSC.

Moraes, Wagner Alberto de Estudo do ruído de refrigeradores causado pela pulsaçãodo fluido refrigerante no condensador / Wagner Alberto deMoraes ; orientador, Arcanjo Lenzi - Florianópolis, SC,2013. 104 p.

Dissertação (mestrado) - Universidade Federal de SantaCatarina, Centro Tecnológico. Programa de Pós-Graduação emEngenharia Mecânica.

Inclui referências

1. Engenharia Mecânica. 2. Ruído em refrigeradores. 3.Pulsação no condensador. I. Lenzi, Arcanjo. II.Universidade Federal de Santa Catarina. Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica. III. Título.

Wagner Alberto de Moraes

ESTUDO DO RUÍDO DE REFRIGERADORES CAUSADO PELA PULSAÇÃO DO FLUIDO REFRIGERANTE NO

CONDENSADOR

Esta Dissertação foi julgada adequada para obtenção do Título de “Mestre”, e aprovada em sua forma final pelo Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica.

Florianópolis, 28 de fevereiro de 2013.

________________________Prof. Júlio César Passos, Dr.

Coordenador do Curso

________________________Prof. Arcanjo Lenzi, Ph. D.

Orientador

Banca Examinadora:

_________________________ _________________________ Prof.Arcanjo Lenzi, Ph. D. Prof. Roberto Jordan, Dr. Eng. Presidente Universidade Federal de Santa

Catarina

_________________________ _________________________ Prof. Júlio A. Cordioli, Dr. Eng. Vitor Litwinczik, Dr.Eng. Universidade Federal de Santa Catarina

Dedico este trabalho a minha noiva Sofia,aos meus pais, Claudio e Vera e a todos osmestres que compartilharam seus conhe-cimentos comigo nesta vida de estudos.

AGRADECIMENTOS

A Deus, o melhor dos amigos.A minha amada noiva, Sofia, pelo conforto, carinho e compre-

ensao durante esta jornada.A minha querida mae, Vera, que acreditou no meu sucesso e me

ensinou a ver o mundo com olhos mais caridosos.Ao meu adorado pai, Claudio, por ter investido em minha educacao,

insistido para que meus passos estivessem sempre alem.As minhas irmas, Claudia e Camila, companheiras na conheci-

mento.Ao CNPQ e a EMBRACO, pelo apoio tecnico e financeiro.Ao meu orientador professor Arcanjo pelos seus preciosos ensi-

namentos.Aos bolsistas de iniciacao cientıfica Aldren, Andrey, Carlos e

Eros, pela energia e disposicao empregadas nas tarefas inerentes a estetrabalho.

Aos demais amigos do LVA pelas longas conversas e conhecimen-tos compartilhados.

A alegria esta na luta, na tentativa, nosofrimento envolvido. Nao na vitoria pro-priamente dita.

(Mahatma Gandhi)

RESUMO

Em sistemas de refrigeracao tıpicos o compressor e a principal fonte deruıdo, ora pela sua radiacao sonora direta ora por transmitir energia vi-bratoria ao sistema de refrigeracao transformando este ultimo em fontepassiva de ruıdo. Dentre as formas de propagacao da energia tem-seaquela via pulsacao no fluido refrigerante que e gerada no compressorde deslocamento positivo em seus sistemas de succao e descarga. Di-versos trabalhos ja foram desenvolvidos visando a reducao da pulsacaoatraves de aperfeicoamento das valvulas ou dos silenciadores internosao compressor. Entretanto, compressores qualificados como de bom de-sempenho acustico em ensaios isolados apos a montagem compunhamsistemas de refrigeracao ruidosos. Este trabalho propoe uma metodo-logia para avaliacao da influencia da pulsacao de descarga de um com-pressor sobre o ruıdo produzido por um gabinete de refrigeracao, viaexperimental e numerica. Uma bancada experimental foi construıdatornando possıvel controlar a intensidade e a frequencia da pulsacaodo fluido introduzido no sistema de refrigeracao. Em uma camara re-verberante anexa a sala de experimentos foi colocado um gabinete derefrigeracao. A bancada foi conectada ao condensador atraves das pa-redes por uma tubulacao visando isolar a transmissao de vibracao viaestrutura. Paralelamente propusemos um modelo numerico do conden-sador para estudo de seus modos de vibracao, campo acustico internoe forcas transferidas ao gabinete causadas pela pulsacao. Esta meto-dologia pode ser utilizada como criterio de escolha de compressorespor parte de fabricantes de sistemas de refrigeracao e, ainda, auxiliara equipe de projeto acustico da empresa de compressores na tarefade reduzir o ruıdo de pulsacao naquelas frequencias que mais afetamacusticamente os produtos de seus clientes.

Palavras-chave: Pulsacao em fluido refrigerante. Controle de ruıdo.Sistemas de refrigeracao.

ABSTRACT

The principal noise source in a refrigerators systems is its compressor.It radiates sound energy and turns the refrigerator into a passive soundradiator as it receives vibration energy from the compressor throughdifferent paths. One of then is the refrigerant fluid pulsation outsour-ced by the reciprocating compressor’s suction and discharge systems.Several works have been developed trying to reduce the fluid pulsa-tion by improvements in compressor’s valves and mufflers. However,compressors qualified as high quality in acoustics tests, as it were as-sembled in some refrigerator systems turn then noisy products. Thiswork evaluate the relationship between the discharge pulsation delive-red by a reciprocating compressors and the corresponding refrigerator’snoise. A test stand was constructed where intensity and pulse rate ofthe fluid introduced into the refrigeration system are controlled. Du-ring the experiments a typical refrigerator system is positioned inside areverberant chamber and the condenser input is connected to the teststand through a tube assembly that crosses the chamber’s wall. Thisreduces the transmission of structural vibrations, conveying only fluidpulsation. In parallel we proposed a numerical model of the condenserto study their modes of vibration, its internal acoustic field and theforces transferred to the cabinet due to pulsation. This methodologycan be used as a criterion of compressor choice by manufacturers ofrefrigeration and also assist the acoustic team working in a companythat produces compressors in the task of reducing the noise due to pul-sation on those frequencies that affect most the acoustical quality ofcustormer’s products.

Keywords: Refrigerant fluid pulsation. Noise control. Refrigerationsystem.

LISTA DE FIGURAS

Figura 1 Esquema do ciclo de refrigeracao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29

Figura 2 Esquema de um compressor de deslocamento positivo . . 30

Figura 3 Dinamica da valvula de succao tıpica . . . . . . . . . . . . . . . . . . 31

Figura 4 Dinamica da valvula de descarga tıpica . . . . . . . . . . . . . . . . 32

Figura 5 Espectro de pressao de uma valvula de descarga tıpica. 33

Figura 6 NWS de um refrigerador tıpico e compressor . . . . . . . . . . . 35

Figura 7 Esquema do gabinete com forcas aplicadas . . . . . . . . . . . . . 37

Figura 8 Potencia sonora radiada pelo modelo do gabinete . . . . . . 37

Figura 9 Resposta acustica do gabinete do refrigerador . . . . . . . . . . 39

Figura 10 Fotografia do condensador tıpico. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40

Figura 11 Exemplo de criterio acustico de projeto . . . . . . . . . . . . . . . . 41

Figura 12 Compressor modificado da bancada de pulsacao. . . . . . . . 49

Figura 13 Dinamica da valvula de descarga tıpica . . . . . . . . . . . . . . . . 50

Figura 14 NPS da pulsacao relacionado a velocidade do compressor 51

Figura 15 Fotografia da bancada de pulsacao completa . . . . . . . . . . . 52

Figura 16 NPS da pulsacao relacionado a valvula . . . . . . . . . . . . . . . . 53

Figura 17 Esquema do experimento ruıdo-pulsacao . . . . . . . . . . . . . . . 54

Figura 18 Fotografia do experimento ruıdo-pulsacao . . . . . . . . . . . . . . 55

Figura 19 Esquema do experimento ruıdo-forca . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57

Figura 20 Fotografia do experimento ruıdo-forca . . . . . . . . . . . . . . . . . 57

Figura 21 Modelo numerico do condensador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 59

Figura 22 Detalhe do modelo estrutural em FEM . . . . . . . . . . . . . . . . 60

Figura 23 Formas de vibracao do condensador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 61

Figura 24 Diagrama de Bode de aH1(f) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63

Figura 25 Diagrama de Bode de aH2(f) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63

Figura 26 Diagrama de Bode de aH3(f) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 64

Figura 27 Diagrama de Bode de aH4(f) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 64

Figura 28 Detalhe do modelo acustico em BEM . . . . . . . . . . . . . . . . . . 66

Figura 29 Validacao do modelo acustico do condensador. . . . . . . . . . 66

Figura 30 Diagrama de Bode de aH1(f) vibroacustico . . . . . . . . . . . . 68

Figura 31 Diagrama de Bode de aH2(f) vibroacustico . . . . . . . . . . . . 68

Figura 32 Diagrama de Bode de aH3(f) vibroacustico . . . . . . . . . . . . 69

Figura 33 Diagrama de Bode de aH4(f) vibroacustico . . . . . . . . . . . . 69

Figura 34 Pressao no condensador, compressor a 3600 rpm . . . . . . . 71

Figura 35 Coerencia entre os sinais de pressao. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 72

Figura 36 Atenuacao da pressao atraves do condensador. . . . . . . . . . 72

Figura 37 Velocidade do compressor, pulsacao e ruıdo . . . . . . . . . . . . 73

Figura 38 Abertura da valvula, pulsacao e ruıdo . . . . . . . . . . . . . . . . . 74

Figura 39 Diagrama de Bode da FRF ruıdo-pulsacao . . . . . . . . . . . . . 75

Figura 40 Coerencia entre os sinais de ruıdo e pulsacao . . . . . . . . . . . 76

Figura 41 FRF ruıdo-pulsacao em bandas de terco de oitava . . . . . 76

Figura 42 FRFs ruıdo-forca bHi(f) nos suportes superiores . . . . . . . 78

Figura 43 FRFs ruıdo-forca bHi(f) nos suportes inferiores . . . . . . . . 78

Figura 44 Ruıdo causado por forca unitaria tipo ruıdo branco . . . . 79

Figura 45 FRF ruıdo-pulsacao para os dois experimentos . . . . . . . . . 80

Figura 46 Proposta de experimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 81

Figura 47 Fotografia da Bancada Alternativa. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 95

Figura 48 Elementos do sistema pistao-cilindro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 96

Figura 49 Deslocamento maximo do vibrador eletrodinamico . . . . . 97

Figura 50 Vazao de fluido obtida pela Bancada Alternativa. . . . . . . 98

Figura 51 Vibrador eletrodinamico e o refrigerador . . . . . . . . . . . . . . . 99

Figura 52 Pulsacao e ruıdo para utilizando ruıdo branco . . . . . . . . . 100

Figura 53 Pulsacao e ruıdo utilizando senoide de 60 Hz. . . . . . . . . . . 102

Figura 54 Pulsacao e ruıdo utilizando senoide de 100 Hz . . . . . . . . . 103

Figura 55 FRF ruıdo-pulsacao via Bancada Alternativa . . . . . . . . . . 104

LISTA DE TABELAS

Tabela 1 Propriedades do modelo estrutural do condensador . . . . 60

Tabela 2 Propriedades do modelo acustico do condensador . . . . . . 65

Tabela 3 NPS medido na camara reverberante e NWS da fontereferencia. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 92

LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS

FFT Transformada Rapida de Fourier (Fast Fourier Trans-form) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33

FEM Metodo dos Elementos Finitos (Finite Element Method) 36

BEM Metodo dos Elementos de Contorno (Boundary ElementMethod) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 36

VAP Prototipagem Acustica Virtual (Virtual Acoustic Pro-totype) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40

TPA Analise de Caminhos de Transferencia de Energia (Trans-fer Path Analysis) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40

CSM Complex Stiffness Method . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44

VCC Compressor de Capacidade Variavel (Variable CapacityCompressor) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 48

NPS Nıvel de Pressao Sonora. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 51

CAD Desenho assistido por computador(Computer-aided de-sign.) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 59

LISTA DE SIMBOLOS

lt Comprimento total dos tubos do condensador . . . . . . . . . . . . . 41

fn Frequencia fundamental . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41

c Velocidade de propagacao do som no ar. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41

lh Comprimento da secao horizontal do condensador . . . . . . . . . 41

λ Comprimento de onda . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42

φ Diametro da secao transversal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42

ω Frequencia angular . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44

r(ω) Espectro de Fourier da resposta global no ponto receptor . . 44

Rj(ω) Espectro da resposta no receptor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44

Sj(ω) Espectro da forca ou velocidade de volume . . . . . . . . . . . . . . . . 44

fj Forca operacional no caminho j . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44

K(ω) Rigidez complexa. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44

xr(ω) Deslocamento operacional no receptor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44

xs(ω) Deslocamento operacional na fonte . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44

P Vetor com medidas de pressao sonora . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46

X Matriz de aceleracoes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46

H Vetor de transferencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46

rpm Rotacoes por minuto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 49

dB Decibel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 51

M1 Ruıdo mensurado pelo microfone . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 54

P1 Pressao medida na entrada do condensador . . . . . . . . . . . . . . . . 54

P2 Pressao medida na saıda do condensador . . . . . . . . . . . . . . . . . . 54

Hexp Funcao de transferencia experimental ruıdo-pulsacao . . . . . . . 56

Fi Forca aplicada atraves do ponto de contato i. . . . . . . . . . . . . . . 56bHi Funcao de transferencia ruıdo-forca no contato i . . . . . . . . . . . 56

Fin Forca aplicada pelo fluido na entrada do condensador . . . . . . 62

ai Aceleracao das massas concentradas representando os con-tatos entre condensador e gabinete . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 62

Ai Acelerancia de transferencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 62

mmc Massa concentrada utilizada na simulacao . . . . . . . . . . . . . . . . . 62

Aduto Area da secao transversal do duto do condensador . . . . . . . . . 62aHi Funcao de transferencia pulsacao-forca no contato i . . . . . . . . 62

U1 Velocidade de partıcula na entrada do condensador . . . . . . . . 67

ρ0 Densidade do ar . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 67

Hhib Funcao de transferencia ruıdo-pulsacao hıbrida . . . . . . . . . . . . 80

Vciclo Volume de deslocamento de fluido por ciclo . . . . . . . . . . . . . . . . 97

dmax Deslocamento maximo do Shaker . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 97

Ac Area da secao transversal interna do cilindro . . . . . . . . . . . . . . 97

f Numero de ciclos do pistao por segundo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 98

SUMARIO

1 INTRODUCAO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 251.1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 261.1.1 Objetivos Especıficos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 261.2 ORGANIZACAO DO TRABALHO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 272 REVISAO BIBLIOGRAFICA . . . . . . . . . . . . . . . . . . 292.1 SISTEMA DE REFRIGERACAO DOMESTICO . . . . . . . . 292.1.1 Ciclo de refrigeracao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 292.1.2 Compressores de deslocamento positivo . . . . . . . . . . . 302.1.3 Valvulas automaticas e a pulsacao . . . . . . . . . . . . . . . . 312.1.4 Fontes de ruıdo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 342.1.4.1 Ruıdo devido a pulsacao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 362.1.4.2 Influencia do condensador sobre o ruıdo do gabinete . . . . . 362.1.5 Criterio acustico para pulsacao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 382.2 METODOS PARA ESTUDO DE CAMINHOS DE TRANS-

MISSAO DE ENERGIA VIBRATORIA . . . . . . . . . . . . . . . . 402.2.1 Metodo analıtico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 412.2.2 Metodo experimental via VAP . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 422.2.3 Metodo experimental via TPA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 432.2.3.1 Metodo TPA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 432.2.3.2 Metodo TPA Operacional . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 453 PROCEDIMENTO METODOLOGICO . . . . . . . . . 473.1 BANCADA DE PULSACAO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 483.1.1 Compressor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 483.1.2 Valvula de controle de intensidade de pulsacao . . . . 513.1.3 Isolamento do Caminho de Transmissao . . . . . . . . . . . 533.2 MEDICAO DO RUIDO CAUSADO PELA PULSACAO . 543.3 MEDICAO DO RUIDO DEVIDO A FORCAS DE CON-

TATO ENTRE CONDENSADOR E GABINETE . . . . . . . 564 ANALISE NUMERICA DO CONDENSADOR . . 594.1 MODELO ESTRUTURAL DO CONDENSADOR . . . . . . . 594.1.1 Modos de vibracao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 614.1.2 Analise estrutural harmonica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 624.2 ANALISE VIBROACUSTICA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 654.2.1 Modelo acustico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 654.2.2 Modelo acoplado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 675 ANALISE DOS RESULTADOS . . . . . . . . . . . . . . . . . 715.1 PULSACAO E RUIDO NO REFRIGERADOR . . . . . . . . . 71

5.1.1 Pulsacao no interior do condensador . . . . . . . . . . . . . . 715.1.2 Ruıdo causado por pulsacao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 735.2 RESPOSTA DO GABINETE AS FORCAS CONCEN-

TRADAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 775.3 COMPARACAO ENTRE EXPERIMENTOS . . . . . . . . . . . 796 CONCLUSOES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 836.1 SUGESTOES PARA TRABALHOS FUTUROS. . . . . . . . . 84REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 87

APENDICE A -- Potencia Sonora pelo Metodo daComparacao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 91APENDICE B -- Pulsacao gerada por vibradoreletrodinamico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 95

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1 INTRODUCAO

Os sistemas de refrigeracao estao presentes na vida da maioriados habitantes do planeta. A conservacao dos alimentos em refrigera-dores e congeladores possibilitou a distribuicao de produtos perecıveisa longas distancias, inclusive atraves dos continentes. A retirada decalor dos ambientes refrigerados por sistemas de ar-condicionado con-tribui para o conforto termico em regioes quentes, tornando desertosinospitos em metropoles do futuro, por exemplo, as modernas cidadesdos Emirados Arabes Unidos. A industria da refrigeracao movimentabilhoes de dolares todos os anos. Parte desta quantia e reinvestida empesquisa e desenvolvimento de produtos cada vez menores, que conso-mem menos energia eletrica e sao mais silenciosos. Segundo a WhirpoolLatin America, fabricante das marcas Brastemp e Consul, a cada ci-clo de dez anos, os produtos desenvolvidos pela empresa economizamde 40% a 50% de energia em relacao a geracao anterior de aparelhos.(CARVALHO, 2008)

Os sistemas domesticos comumente produzidos sao condiciona-dores de ar, refrigeradores e congeladores (freezers). Atraves de seuuso, o calor e retirado de um ambiente controlado e conduzido parafora da edificacao a ser climatizada ou para o exterior de um gabi-nete de refrigeracao ou congelamento. As pequenas residencias atuaisaproximaram os eletrodomesticos de refrigeracao dos ouvidos dos mo-radores, tornando a reducao de ruıdo uma meta para os fabricantesque buscam manter ou expandir seus mercados. Outrossim, os limitesde emissao sonora existentes em normas tecnicas mais rigorosas impe-dem certos produtos de avancar em mercados mais refinados como oEuropeu. (CARVALHO, 2008), (CELIK; NSOFOR, 2011)

Em sistemas de refrigeracao tıpicos o compressor e a principalfonte de ruıdo, ora pela sua radiacao sonora direta ora por transmitirenergia vibratoria ao sistema de refrigeracao, transformando este ultimoem fonte passiva de ruıdo. As formas pelas quais esta energia propaga-se sao via estrutura, atraves da base de fixacao do compressor e pelasconexoes com os tubos de succao e descarga, e via pulsacao no fluidorefrigerante.

A pulsacao do fluido refrigerante e gerada no compressor de des-locamento positivo nos sistemas de succao e descarga, onde a dinamicade abertura e fechamento das valvulas causa variacoes instantaneas napressao do fluido. Essas sao transmitida na forma de ondas de pressaopara as estruturas adjacentes, da succao para o evaporador e da des-

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carga para o condensador, tornando tais estruturas fontes de ruıdo.Diversos trabalhos ja foram desenvolvidos visando a reducao da

pulsacao pelo aperfeicoamento do projeto do compressor, seja em me-lhoramentos nas caracterısticas das valvulas ou nos silenciadores in-ternos ao compressor. Entretanto, compressores qualificados como debom desempenho acustico em ensaios isolados, quando montados emsistemas de refrigeracao usuais emitem energia sonora em nıveis acimados valores estabelecidos em projeto pelo fabricante do compressor.

1.1 OBJETIVO

Este trabalho avalia quantitativamente a influencia da pulsacaode descarga sobre o ruıdo total produzido por um gabinete de refri-geracao que tem seu compressor ativo isolado em sala externa a camarareverberante onde as medicoes sao realizadas. O objetivo e estudar umcriterio de projeto acustico baseado no efeito da interacao da pulsacaodo fluido refrigerante sobre o ruıdo total do sistema de refrigeracao.Com esse novo criterio, o fabricante do sistema de refrigeracao poderaselecionar compressores que tornem seus refrigeradores menos ruidosos.

1.1.1 Objetivos Especıficos

Os objetivos especıficos estao relacionados com a construcao dametodologia a ser utilizada na investigacao do ruıdo de refrigeradoresdevido a pulsacao de fluido refrigerante. Esta metodologia envolve ex-perimentos e modelos numericos do condensador. As etapas propostassao:

a) construir uma bancada de testes que produza pulsacao de fluido eseja conectada a sistemas de refrigeracao;

b) conectar a bancada de testes a um sistema de refrigeracao posicio-nado em camara reverberante e calcular o nıvel de potencia sonorado ruıdo irradiado pelo refrigerador causado pela pulsacao;

c) relacionar o ruıdo do gabinete com as forcas aplicadas nos pontosde contato deste com o condensador utilizando um vibrador eletro-dinamico e o gabinete do sistema de refrigeracao (sem o condensa-dor) em camara reverberante;

d) desenvolver um modelo numerico do condensador engastado em qua-tro pontos e calcular os modos de vibracao, o campo acustico interno

27

e as forcas aplicadas pelo condensador sobre o gabinete devido apulsacao do fluido;

e) analisar os resultados dos experimentos e modelos em conjunto econcluir sobre a metodologia apresentada.

1.2 ORGANIZACAO DO TRABALHO

O Capıtulo 2 faz uma revisao bibliografica dos princıpios basicosdo funcionamento de compressores de deslocamento positivo, dos sis-temas de refrigeracao e descreve suas fontes principais de vibracao eruıdo, apresentando espectros de ruıdo tıpicos e contextualizando comoutros trabalhos realizados. Por fim, sao apresentados alguns metodosexistentes que sao alternativos a metodologia desenvolvida neste traba-lho.

A bancada de pulsacao desenvolvida para este trabalho e des-crita no Capıtulo 3. Na sequencia sao descritos os experimentos quecontemplam a metodologia de estudo do ruıdo devido a pulsacao.

O Capıtulo 4 apresenta um modelo numerico estrutural do con-densador, incluindo alguns de seus modos de vibracao. Em seguida, efeito o modelo acustico interno do condensador. Por fim, e realizadauma analise vibro-acustica do condensador onde se obtem o valor dasforcas transmitidas do condensador ao gabinete do sistema de refri-geracao quando o primeiro e submetido a pulsacao de fluido em seuinterior.

No Capıtulo 5 tem-se as curvas experimentais de potencia so-nora radiada pelo gabinete para entrada de pulsacao no condensador.Sao apresentados os resultados do ensaio onde o gabinete e excitadopor forcas nas posicoes de contato com o condensador. Esta funcaoresposta em frequencia e combinada ao resultado numerico da analisevibro-acustica formando uma segunda relacao ruıdo-pulsacao. Os doisresultados que relacionam o ruıdo a pulsacao sao analisados em con-junto.

O Capıtulo 6 apresenta as consideracoes finais sobre este tra-balho, concluindo sobre os resultados, suas implicacoes praticas e li-mitacoes. Ao final sao listadas sugestoes para trabalhos futuros.

28

29

2 REVISAO BIBLIOGRAFICA

Neste capıtulo sao apresentados os princıpios basicos dos siste-mas de refrigeracao incluindo o ciclo de refrigeracao, compressores dedeslocamento positivo e suas valvulas automaticas. E apresentada umarevisao bibliografica sobre ruıdo em refrigeradores, incluindo as fontesde ruıdo e a resposta gerada no gabinete do sistema de refrigeracao asexcitacoes aplicadas pelo condensador. O capıtulo se encerra descre-vendo metodos de identificacao de caminhos de transmissao da energiavibratoria, fundamento para os experimentos realizados.

2.1 SISTEMA DE REFRIGERACAO DOMESTICO

Os sistemas de refrigeracao domestico compreendem aparelhosde ar-condicionado, freezer e refrigeradores domesticos. Esses equipa-mentos utilizam a energia de um compressor para retirar calor de umambiente e rejeita-lo em outro, realizando ciclos de refrigeracao.

2.1.1 Ciclo de refrigeracao

A Figura 1 esquematiza o ciclo de refrigeracao de um refrigeradordomestico que utiliza compressao mecanica do vapor.

Figura 1: Esquema do ciclo de refrigeracao.

Fonte: Deschamps (2009a).

O compressor admite o fluido refrigerante a baixa pressao sob a

30

forma de vapor superaquecido proveniente do evaporador e o descar-rega no condensador a uma pressao mais alta. No condensador, o gastem sua temperatura reduzida e condensa, liberando a soma do calorabsorvido no evaporador com o trabalho recebido na compressao. Soba forma de lıquido, o fluido refrigerante passa pelo dispositivo de ex-pansao, cuja funcao e reduzir a pressao do fluido ate seu valor de vapo-rizacao. Essa reducao de pressao permite a evaporacao do refrigerantea uma temperatura mais baixa que a temperatura da condensacao,absorvendo calor do ambiente a ser refrigerado. (MATOS, 2002)

2.1.2 Compressores de deslocamento positivo

Os compressores de deslocamento positivo, atualmente os maisutilizados na industria de refrigeracao, possuem valvulas automaticasque abrem e fecham por diferencial de pressao entre a camara de com-pressao do cilindro e as camaras de succao e descarga. Esse tipo decompressor esta esquematizado na Figura 2.

Figura 2: Esquema de um compressor de deslocamento positivo.

Fonte: Deschamps (2009b).

Durante o recuo do pistao, a pressao do fluido refrigerante nointerior do cilindro e menor que aquela na camara de succao forcando aabertura da valvula de succao para dentro do cilindro e, consequente-mente, a admissao do fluido refrigerante. Com o avanco do pistao, logo

31

ocorre o fechamento da valvula de succao e a pressao do fluido dentrodo cilindro aumenta gradativamente. O fluido aprisionado no cilin-dro sera comprimido ate que sua pressao exerca forca suficiente paraabrir a valvula de descarga, que ate entao se manteve fechada devidoa existencia de uma pre-carga somada a forca exercida pela pressaodo fluıdo na camara de descarga. O fluido e descarregado atraves doorifıcio para a camara de descarga. O sistema de succao do compressoresta ligado a saıda do evaporador e o sistema de descarga ao conden-sador do refrigerador

2.1.3 Valvulas automaticas e a pulsacao

As valvulas de succao e descarga do compressor sao automaticas,ou seja, abrem e fecham por diferencial de pressao entre o cilindro e ascamaras de succao e descarga do compressor. A Figura 3 apresenta adinamica da valvula de succao durante alguns ciclos de um compressorde deslocamento positivo.

Figura 3: Dinamica da valvula de succao tıpica.

(a) Posicao do pistao dentro do cilindro.

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45−25

−20

−15

−10

−5

0

dp

ista

o [

mm

]

tempo [ms]

(b) Deslocamento da valvula de succao.

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45−1

0

1

2

3

4

xvs

[m

m]

tempo [ms]

(c) Pressao medida na camara de succao.

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45−1

−0.5

0

0.5

1x 10

4

Pcs

[P

a]

tempo [ms]

Fonte: dados fornecidos pela Embraco.

32

No intervalo de tempo compreendido entre a reta vertical verdee a vermelha, o pistao esta recuando de sua posicao maxima para amınima dentro do cilindro (Figura 3a). O fluido proveniente da camarade succao e admitido no cilindro atraves desta valvula, cuja abertura(Figura 3b) acontece com oscilacoes. Esta dinamica ocasiona flutuacoesna pressao do fluido refrigerante dentro da camara de succao (Figura3c) e estas se propagam para o evaporador do sistema de refrigeracaopor meio de ondas de pressao.

A Figura 4 apresenta a dinamica da valvula de descarga durantealguns ciclos de um compressor de deslocamento positivo.

Figura 4: Dinamica da valvula de descarga tıpica.

(a) Posicao do pistao dentro do cilindro.

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45−25

−20

−15

−10

−5

0

dp

ista

o [

mm

]

tempo [ms]

(b) Deslocamento da valvula de descarga.

0 5 10 15 20 25 30 35 40 450

0.2

0.4

0.6

0.8

xvd

[m

m]

tempo [ms]

(c) Pressao medida na camara de descarga.

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45−2

0

2

4x 10

4

Pcd

[P

a]

tempo [ms]

Fonte: dados fornecidos pela Embraco.

No intervalo de tempo compreendido entre a reta vertical verdee a vermelha, o pistao esta avancando de sua posicao mınima paraa maxima (Figura 4a), comprimindo o fluido refrigerante dentro docilindro. A valvula de descarga apresenta um deslocamento do tipoimpulsivo, abrindo e fechando rapidamente como mostrado na Figura4b. No momento que esta valvula se abre, o fluido refrigerante e bom-beado para o sistema de descarga e sua pressao medida na tampa do

33

cilindro atinge picos cujos valores sao mais intensos que aqueles apre-sentados na succao. Em torno de 2 ms apos sua abertura, a valvula dedescarga ja esta novamente fechada. A pulsacao de fluido refrigerantecriada pela dinamica impulsiva e transmitida juntamente com o fluidopara o condensador do sistema de refrigeracao.

Atraves da Transformada Rapida de Fourier (FFT) do sinalde pressao medido na valvula de descarga apresentado na Figura 4c,obtem-se o nıvel de pressao sonora da pulsacao produzido no interiorda camara de descarga de um compressor tıpico conforme apresenta aFigura 5.

Figura 5: Pressao no domınio da frequencia de uma valvula de descargatıpica.

0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000150

160

170

180

190

200

210

220

230

240

250

NP

S [

dB

]

frequencia [Hz]

Fonte: dados fornecidos pela Embraco.

Alguns trabalhos publicados discutem alteracoes na dinamicadas valvulas automaticas para reduzir o problema da pulsacao. Utili-zando a tecnica de expansao modal, Song e Soedel (1998) mostra quequanto maior for o tempo de fechamento das valvulas no compressor,maior sera a atenuacao da amplitude de pulsacao. Simulacoes apresen-tadas em Neto (2011) mostram que ao aplicar controle na abertura efechamento da valvula de succao e possıvel atenuar os nıveis de pulsacaona camara de succao em ate 10 dB.

34

2.1.4 Fontes de ruıdo

Os compressores e ventiladores sao as principais fontes de ruıdoem refrigeradores segundo Sato, You e Jeon (2007). As causas dosruıdos considerados proprios ao funcionamento de um refrigerador saolistadas por Carvalho (2008) como segue:

• carcaca do compressor: radiacao direta responsavel por uma par-cela expressiva do ruıdo global do refrigerador em funcionamento,tendo como caracterıstica fundamental o fato de possuir a maiorparte de sua energia acustica distribuıda nas altas frequenciasacima de 2 kHz;

• sistema de ventilacao: ruıdo indireto de vibracoes transmitidaspelos pontos de fixacao do sistema (quando existente) ao gabinetee tambem pela turbulencia gerada no escoamento de ar dentro dorefrigerador;

• expansao de gas: radiacao direta e indireta caracterıstica da vi-bracao do gabinete promovida pela expansao do gas no circuitode refrigeracao;

• tubos vibrantes: radiacao direta e indireta provocada por vi-bracoes transmitidas ao gabinete do refrigerador atraves dos tu-bos de succao e descarga;

• base vibrante: ruıdo indireto de vibracoes transmitidas ao gabi-nete do refrigerador atraves da placa-base do compressor;

• escoamento bifasico no evaporador: radiacao direta e indiretagerada pela vibracao do escoamento turbulento presente na regiaodo evaporador.

A Figura 6 apresenta o nıvel de potencia sonora (em bandas deterco de oitava) de um compressor isolado e de um refrigerador tıpicosem ventilador.

O compressor irradia ruıdo para o ambiente e transmite energiavibratoria ao gabinete do sistema de refrigeracao, via estrutura e viapulsacao do fluido refrigerante, fazendo com que o gabinete tambemirradie ruıdo. Analisando a Figura 6 observa-se que em frequenciasacima de 2 kHz predomina a radiacao sonora direta do compressor.Abaixo desta frequencia aparece a influencia das fontes secundarias deruıdo que sao excitadas pela energia vibratoria emitida pelo compressor.

35

Figura 6: Nıvel de potencia sonora de um refrigerador tıpico e com-pressor, avaliado em banda de terco de oitava.

Fonte: fornecido pela Embraco e Multibras.

Ainda em Carvalho (2008) sao quantificados experimentalmente os trescaminhos estruturais por onde ocorre transmissao de energia vibro-acustica, sejam eles:

• tubo de descarga;

• tubo de succao;

• placa base que suporta o compressor.

O procedimento experimental consistiu em isolar todos os cami-nhos listados, exceto um. Por exemplo, no ensaio para medir a con-tribuicao do tubo de descarga, foram isolados a radiacao direta docompressor, a vibracao da placa base e do tubo de succao, cobrindo-oscom caixas de madeira. Dos resultados obtidos em seu experimento,pode-se concluir principalmente que:

• a radiacao direta do compressor e a maior responsavel pelo ruıdonas medias e altas frequencias (acima de 2 kHz);

36

• o conteudo energetico do espectro de ruıdo do refrigerador nasbaixas frequencias indicaria a necessidade de estudar a influenciada pulsacao do fluido refrigerante no condensador.

2.1.4.1 Ruıdo devido a pulsacao

A influencia da pulsacao sobre o ruıdo em refrigeradores e temaem algumas referencias. Os estudos de Lee, Park e Hur (2000) concentram-se em duas componentes de ruıdo cuja causa e a pulsacao de fluido re-frigerante: uma de baixa frequencia (abaixo de 500 Hz) e outra de altafrequencia (acima de 2 kHz). A proposta do trabalho destes autores foireduzir o ruıdo de baixa frequencia aumentando-se o numero de silenci-adores de descarga, o que ocasionou perda de eficiencia do compressor.A componente de alta frequencia do ruıdo mostrou-se bastante depen-dente da forma geometrica do silenciador, cujo projeto mal elaboradopode em alguns casos amplificar a pulsacao.

Em Park et al. (2008) e investigada a influencia da pulsacao dedescarga na geracao de ruıdo na banda de 250 Hz em um refrigeradorde medio porte. A principal conclusao deste trabalho e mostrar a pos-sibilidade de reduzir a amplitude de pulsacao ao diminuir o diametro eaumentar o comprimento do tubo que comunica a camara de descargaao silenciador de descarga do compressor.

Um estudo sobre o ruıdo provocado pelo escoamento do fluido re-frigerante atraves dos evaporadores de sistemas de refrigeracao e apre-sentado em Celik e Nsofor (2011). Os resultados apresentados nestetrabalho mostram grande parcela de ruıdo devido ao fluxo no intervalode frequencias entre 250 e 500 Hz.

2.1.4.2 Influencia do condensador sobre o ruıdo do gabinete

A energia vibratoria de pulsacao do fluido refrigerante que atingeo condensador faz com este excite o gabinete do refrigerador atravesdos quatro pontos de fixacao. Bringhenti (2012) apresenta um modelonumerico de um gabinete de refrigerador tıpico. Combinando o Metododos Elementos Finitos (FEM) e o Metodo dos Elementos de Contorno(BEM), este modelo simula a transmissao de forcas do condensador aogabinete conforme esquematiza a Figura 7.

Utilizando forcas unitarias e em fase aplicadas nos quatro pontosde conexao do condensador no gabinete, chega-se a curva de potencia

37

Figura 7: Esquema do gabinete do refrigerador com forcas aplicadasnos pontos de fixacao do condensador.

Fonte: Bringhenti (2012, p. 73).

sonora radiada pelo gabinete ilustrada na Figura 8. Destacam-se ospicos em 65 Hz e 200 Hz.

Figura 8: Potencia sonora radiada pelo modelo do gabinete.

Fonte: Bringhenti (2012, p. 73).

O modelo FEM foi validado em analise modal experimental eapresentou boa concordancia ate 300 Hz. A potencia sonora radiada

38

do gabinete devido as forcas aplicadas em sua parte traseira mostrou-sepreponderante aquela devido excitacao atraves da base, esta causadapelo compressor. Isso pode ser explicado pela menor rigidez do gabineteem sua parte traseira, onde as forcas ali aplicadas conseguem excitar osmodos responsaveis pelas vibracoes de maior amplitude deste sistema.

A Figura 9 ilustra duas distribuicoes de pressao sonora ao redordo gabinete do refrigerador em superfıcies esfericas de 1 m de raio paraexcitacoes cujas frequencias sao 65 Hz e 200 Hz. A parte traseira e aslaterais do gabinete sao as regioes que mais influenciam na distribuicaoespacial da energia sonora conforme apresentado nas Figuras 9a e 9b.

A Figura 10 apresenta uma fotografia do condensador tıpico uti-lizado neste trabalho. Composto por um tubo de aco de aproxima-damente 11,5 m de comprimento possuindo 19 secoes horizontais de0,60 m cada uma. Finas aletas longitudinais conectadas ao longo detodo o condensador tem a funcao de potencializar a transferencia decalor do fluido refrigerante comprimido para o ambiente externo. Ocondensador e conectado ao sistema de refrigeracao em quatro pontosde apoio.

2.1.5 Criterio acustico para pulsacao

Os sistemas de succao e descarga de compressores possuem silen-ciadores, os mufflers de succao e mufflers de descarga, que sao disposi-tivos projetados para atenuar a pulsacao do fluido refrigerante geradadentro do cilindro dos compressores. A pulsacao nao e eliminada, masatenuada em bandas de frequencia especıficas, normalmente aquelasque ultrapassam os limites dados por criterios de projeto.

Um exemplo de criterio de projeto acustico relacionado a pulsacaoe apresentado na Figura 11. Para um compressor ser aprovado dentrodeste criterio a pulsacao na linha de descarga do compressor nao deveultrapassar o nıvel de pressao sonora limite definido pela curva, cujodomınio se apresenta em bandas de frequencia de terco de oitava. Talcriterio foi concebido empiricamente na epoca em que os modelos derefrigeradores eram mais rıgidos e pesados. Entretanto, os sistemas derefrigeracao hoje utilizados apresentam menor massa, paredes mais fi-nas e suas tubulacoes sao curtas e rıgidas comparados aos sistemas queforam testados a epoca da geracao do criterio apresentado na Figura11.

Nos projetos atuais, observa-se que a atenuacao da energia vi-bratoria atraves dos caminhos entre compressor e gabinete do refrigera-

39

Figura 9: Resposta acustica do gabinete do refrigerador.

(a) Frequencia da excitacao em 65 Hz.

(b) Frequencia da excitacao em 200 Hz.

Fonte: Bringhenti (2012, p. 74).

40

Figura 10: Fotografia do condensador tıpico utilizado neste trabalho.

Fonte: do Autor.

dor e diferente para diversos modelos de sistema de refrigeracao. Certoscompressores seriam acusticamente apropriados para um refrigeradorenquanto que para outros nao. Nesse contexto esse trabalho faz umestudo sobre um novo criterio de projeto acustico baseado no efeitoda interacao da pulsacao do fluido refrigerante sobre o ruıdo total dosistema de refrigeracao.

2.2 METODOS PARA ESTUDO DE CAMINHOS DE TRANSMISSAODE ENERGIA VIBRATORIA

Esta secao descreve alguns metodos existentes para estudo doscaminhos de transmissao de energia vibratoria do compressor para osistema de refrigeracao. Sao eles o metodo analıtico e os metodos ex-perimentais Virtual Acoustic Prototype (VAP), Transfer Path Analysis(TPA) e o TPA Operacional. A apresentacao destes metodos e rele-vante para posicionar a metodologia desenvolvida neste trabalho juntoa outras tecnicas existentes.

41

Figura 11: Exemplo de criterio acustico de projeto relacionado apulsacao de descarga de compressores.

Fonte: grafico fornecido pela Embraco.

2.2.1 Metodo analıtico

O metodo analıtico consiste na aplicacao da teoria de propagacaosonora em dutos. Ondas sonoras geradas em dutos sao continuamenterefletidas pelas paredes guiando o som ao longo de seu caminho. Se-gundo Fahy (2000), sao dois os principais efeitos causados pelo confina-mento: a limitacao da forma do campo sonoro que propagaria energiasonora a qualquer frequencia; e o fluxo de potencia sonora constanteao longo do duto de secao transversal uniforme. Sendo o comprimentototal do tubo do condensador de aproximadamente lt = 11, 5 m, afrequencia fn do modo acustico fundamental, onde meio comprimentode onda e acomodado, pode ser estimada por

fn =c

2l, (2.1)

onde c = 343 m/s e uma a estimativa para a velocidade de propagacaodo som no interior. Assim fn ≈ 15 Hz. As diversas curvas aplicadas natubulacao do condensador fazem com que existam reflexoes das ondassonoras criando ressonancias acusticas dentro das secoes horizontais docondensador cujo comprimento lh = 0, 65 m. A frequencia fundamentaldesse relaciona ao comprimento das secoes horizontais da mesma formamostrada na Equacao 2.1, chegando ao valor de fn ≈ 264Hz que e afrequencia onde meio comprimento de onda e acomodado em cada secaohorizontal do condensador.

42

Em frequencias onde o comprimento de onda acustico λ e muitomaior que o diametro φ da secao transversal do tubo, a energia sonorae transmitida na forma de ondas planas. A equacao que relaciona afrequencia maxima fmax

1 com o diametro interno do tubo e dada por:

fmax =c

10φ. (2.2)

Os tubos do condensador possuem diametro medio φ = 3 mm.O espectro de frequencias analisado nao ultrapassa o valor dado porfmax = 11, 4 kHz.

Os dutos do condensador nao sao inteiramente uniformes mas,possuem curvas, juncoes, transicoes de areas de secao transversal. Istocausa reflexao e difracao do som tornando o campo sonoro complexo einviabiliza a aplicacao direta da formulacao analıtica.

2.2.2 Metodo experimental via VAP

O trabalho desenvolvido em Moorhouse (2005) utiliza VirtualAcoustic Prototype (VAP) para ouvir, via computador, o ruıdo queseria produzido por um sistema de refrigeracao caso sua unica fontede ruıdo fosse a pulsacao. O compressor e colocado em sala separadae conectado ao sistema de refrigeracao atraves da parede por tuboscom secoes flexıveis desacoplando a transferencia de energia vibratoriavia estrutura e isolando o ruıdo da vibracao da carcaca do compres-sor. Dois sinais sao medidos e analisados no domınio da frequencia: apressao relacionada a pulsacao do fluido refrigerante e a pressao sonorado ruıdo produzido pelo sistema de refrigeracao. A razao entre estesegundo sinal pelo primeiro e a funcao de transferencia. O VAP e vi-abilizado pela operacao de convolucao entre a funcao de transferenciacom qualquer sinal de pulsacao que convier ao projetista, permitindoverificar em fases preliminares qual perfil de pulsacao e adequado aoprojeto acustico. A principal limitacao deste trabalho e medir o ruıdodevido a pulsacao de descarga e succao, sem discrimina-las. Ademais,a existencia de ruıdo de fluxo misturado ao ruıdo devido a pulsacaointroduz erros aos resultados.

1Frequencia abaixo da qual a simplificacao em ondas planas e valida.

43

2.2.3 Metodo experimental via TPA

Tradicionalmente problemas de ruıdo e vibracao sao primeira-mente analisados usando o Metodo de Analise Modal. Os modos devibracao sao intrınsecos a estrutura; sustentam o movimento e carre-gam energia. Cada modo e associado a uma frequencia e forma devibracao. Matematicamente, a resposta de uma estrutura pode ser ex-pressa atraves da soma de contribuicoes dos seus modos de vibracao.Com isso, engenheiros podem reduzir problemas de vibracao e ruıdo fo-cando nos modos dominantes, mudando frequencias ou formas modaisde vibracao destes. Entretanto, em alguns casos existem muitos modosque contribuem de forma significativa tornando inviavel rastrear e alte-rar tantos modos ao mesmo tempo. Transfer Path Analysis (TPA) foidesenvolvido como alternativa a Analise Modal para solucoes de pro-blemas de ruıdo e vibracao que possuam muitos modos. Este metodoe sua variacao operacional estao descritos a seguir.

2.2.3.1 Metodo TPA

Transfer Path Analysis (TPA) e uma ferramenta utilizada paraa avaliacao da contribuicao dos diferentes caminhos de propagacao deenergia vibroacustica existentes entre uma ou mais fontes e um ou maisreceptores, ligados entre si por um numero n de conexoes mecanicas(LMS-INTERNATIONAL, 2000), (LOHRMANN, 2008), (AUWERAER et al.,2007). Segundo Guan (2011), para definir estes caminhos deve-se levarem conta os seguintes fatores:

• os caminhos de transferencia devem ser completos e contemplartodas as forcas provenientes da fonte e transmitidas ate o receptor;

• os caminhos de transferencia tem significado fısico podendo asrespostas geradas por estes serem compreendidas e controladas.

A metodologia do TPA tradicional consiste em tres etapas con-forme citado em Carvalho (2008):

1. determinar funcoes de transferencia associadas aos caminhos detransmissao j sob condicoes experimentais, sendo a fonte nor-malmente desconectada do sistema, entre o ponto de entrada daenergia vibratoria e o ponto onde e medida a resposta (acusticaou vibracional) aquela determinada excitacao;

44

2. medir, ou obter indiretamente, atraves de metodos matematicosde inversao de matrizes, os denominados esforcos operacionais, re-presentados por forcas nos pontos de entrada da energia, obtidoscom o sistema em analise na condicao de funcionamento normal;

3. multiplicar a funcao de transferencia descrita pelo item (1) pelosesforcos operacionais descritos no item (2).

Desta forma, a resposta em termos de pressao sonora ou mesmoaceleracao no ponto receptor durante as condicoes operacionais e obtidapela superposicao dos resultados parciais que descrevem a contribuicaodos caminhos de transferencia individuais. A formulacao matematica edada pela equacao:

r(ω) =

Ncaminhos∑

j=1

R(ω)

Sj(ω).Sj(ω), (2.3)

onde r(ω) e o espectro de Fourier da resposta global no ponto receptor,R(ω)Sj(ω) e a FRF entre a saıda (receptor) e a entrada (forca ou velocidade

de volume) aplicada ao caminho de transferencia j e Sj(ω) e a forca ouvelocidade de volume operacional no caminho de transferencia j.

Porem, em virtude da grande dificuldade encontrada na medicaodireta dos esforcos operacionais Sj(ω), adotam-se formas indiretas e es-timadas de obtencao destes esforcos, tais como o denominado ComplexStiffness Method (CSM), quando a fonte estiver fixada a estrutura viaconexoes que possuem sua rigidez complexa conhecida e os movimentosrelativos entre o lado da fonte e do receptor bem definidos. Desta formaa forca pode ser calculada atraves da seguinte equacao:

fj(ω) = K(ω).(xs(ω) − xr(ω)), (2.4)

onde fj(ω) e a forca operacional no caminho j, K(ω) e a rigidez com-plexa como funcao da frequencia, xr(ω) e o deslocamento operacionalno ponto de conexao do lado do receptor e xs(ω) e o deslocamentooperacional no ponto de conexao do lado da fonte.

A metodologia tradicional de TPA apresenta as seguintes li-mitacoes:

• necessidade de definir posicoes e direcoes de excitacao na obtencaodas funcoes de transferencia;

• modificacao da impedancia real do sistema quando os transduto-res de forca sao utilizados na medicao direta das forcas;

45

• diferencas entre as condicoes experimentais e operacionais;

• mudancas do acoplamento do sistema ao desconecta-lo da fontede vibracao;

2.2.3.2 Metodo TPA Operacional

Para superar as limitacoes do metodo TPA, surgiu uma novametodologia denominada TPA operacional. Essa possui a grande van-tagem de nao exigir a obtencao de funcoes de transferencias no sentidoestrito do conceito, assim como as forcas operacionais. A metodolo-gia do TPA operacional busca a praticidade e robustez ao processaros dados e, consequentemente, faz uso de transdutores de aceleracaopara medir os sinais vibro-acusticos nos pontos de entrada, uma vezque estes transdutores requerem menos espaco para medicao e podemser facilmente fixados nos pontos requeridos, enquanto o sistema estaem sua condicao normal de funcionamento.

Desta forma, o TPA operacional consiste em duas etapas:

1. medir m valores de entrada (aceleracao) e saıda (aceleracao oupressao) em pontos adequadamente escolhidos, associados ao ca-minho de transmissao j sob condicoes experimentais, e sem anecessidade de desconectar a fonte da estrutura;

2. medir as chamadas respostas operacionais, representadas por ace-leracoes nos pontos j de entrada da energia, obtidos com o sistemaem analise na condicao de funcionamento normal.

Esta sequencia de medicoes permite formar m equacoes lineares,gerando matrizes contendo informacoes de aceleracao potencialmenteassociados aos caminhos de transmissao e pressao sonora total medidanum determinado ponto. Tais equacoes sao representadas na formamatricial estendida:

p1...pm

=

x11 x12 ... x1nx21 x22 ... x2n

......

. . ....

xm1 xm2 ... xmn

h1...hn

, (2.5)

ou na forma simplificada,

P = [X]H, (2.6)

46

onde P e o vetor com as medidas de pressao sonora, [X] e a matrizde aceleracoes e H e o vetor de transferencia. Se o numero de pontosde medicao m for igual a quantidade de caminhos de transmissao n, amatriz de aceleracoes se torna quadrada e inversıvel, possibilitando aobtencao direta do vetor de transferencia como segue:

H = [X]−1P. (2.7)

Os benefıcios deste metodo frente ao TPA tradicional sao listadosabaixo:

• reduz-se o numero de funcoes de transferencia a serem obtidas e,consequentemente, as provaveis fontes de erro;

• as funcoes de transferencia podem ser medidas em condicoes ope-racionais, contribuindo na obtencao das caracterısticas reais devibracao;

• adaptabilidade, uma vez que a tecnica pode ser aplicada utili-zando somente transdutores para os sinais de entrada e saıda eem funcao deste fato e possıvel mais facilmente aplica-los levandoem conta as caracterısticas do equipamento a ser estudado, sema necessidade de muito espaco.

A desvantagem deste metodo e que qualquer mudanca na estru-tura e ou caminhos inviabilizam a analise.

87

REFERENCIAS

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APENDICE A -- Potencia Sonora pelo Metodo daComparacao

91

No calculo de potencia sonora pelo metodo da comparacao eutilizada a fonte sonora de referencia do tipo BK 4204, que cumpreos requisitos da norma INTERNATIONAL. . . (Quarta edicao, 2010)1.Esta fonte e constituıda por um ventilador centrıfugo acionado por ummotor assıncrono, cujo rotor externo possui elevado momento de inerciagarantindo rotacao a velocidade constante. O intervalo de frequenciacoberto e de 100 Hz a 10 kHz, onde a potencia acustica e sempre supe-rior a 70 dB.

O uso da fonte sonora de referencia esta descrito em ISO 3741como uma forma alternativa ao metodo direto de medicao de potenciasonora. Aplicada a campos reverberantes e semi-reverberantes, permiteo calculo de potencia sonora sem a necessidade de medicao do tempode reverberacao como ocorre no metodo direto. O metodo da com-paracao requer apenas a medicao do nıvel de pressao sonora da fontede referencia e do equipamento cujo NWS e entao dado por

NWSeq = NPSref + NPSeq − NWSref , (A.1)

onde NWSeq e o nıvel de potencia sonora do equipamento em estudo,NPSref e o nıvel de potencia sonora da fonte de referencia, NPSeq

e o nıvel de potencia sonora do equipamento em estudo e NWSref eo nıvel de potencia sonora da fonte de referencia, dada em catalogo.

A potencia sonora em terco de oitava da fonte de referencia BK4204 e dada pela Tabela 3.

1Norma acustica para determinacao do nıvel de potencia sonora em camarareververante utilizando o metodo da comparacao com fonte de referencia.

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Tabela 3: NPS medido na camara reverberante e NWS da fonte re-ferencia.

f [Hz] NPSref [dB] NWSref [dB]100 75,1 77,9125 71,7 79,5160 73,4 19,3200 73,7 19,7250 77,0 80315 76,4 80,7400 76,9 19,8500 77,1 80,3630 78,5 80,5800 81,6 83,91000 82,8 84,51250 83,9 85,61600 83,5 85,02000 82,8 84,72500 80,7 82,93150 78,6 82,34000 77,7 82,45000 75,5 82,0

Fonte: NPS medido pelo autor e NWS retirado de catalogo da fontesonora BK 4204.

APENDICE B -- Pulsacao gerada por vibradoreletrodinamico

95

Entre outros fatores, este projeto alternativo foi deixado em se-gundo plano devido a dificuldade em se atingir nıveis de pressao sonoracompatıveis aos valores criados pelo compressor em operacao. Todavia,foram obtidos resultados interessantes que complementam as analisesrealizadas com a bancada de pulsacao apresentada no Capıtulo 3. Esteanexo traz o projeto e resultados da bancada de pulsacao acionada porvibrador eletrodinamico (Shaker). A Figura 47 apresenta uma foto-grafia deste experimento que passa a ser nomeado a partir de agoracomo Bancada Alternativa. Os itens dentro do cırculo vermelho saodetalhados na Figura 48.

Figura 47: Fotografia da Bancada Alternativa onde a pulsacao e geradapor um vibrador eletrodinamico.

Fonte: do Autor.

Os elementos destacados nas Figuras 47 e 48 estao listados comosegue:

1) Shaker : vibrador eletrodinamico que realiza deslocamento linearcom frequencia controlavel pelo sinal de acionamento.

2) Stinger : fusıvel mecanico utilizado para transmitir movimento doShaker para o pistao ao mesmo tempo que protege o primeiro emcaso de desalinhamento ou travamento do pistao dentro do cilindro.

3) Pistao: usinado em nylon, possui diametro externo de 28.1 mm ecomprimento de 13 mm. Ao avancar e recuar dentro do cilindro,o pistao cria uma onda sonora com frequencia fundamental igualaquela do sinal de alimentacao aplicado ao Shaker.

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Figura 48: Elementos do sistema pistao-cilindro.

Fonte: do Autor.

4) Cilindro: usinado em aco 1040, possui diametro interno de 28.1 mme comprimento de 36 mm.

5) Restricao: placa de acrılico transparente com furo central de 6 mmpara fixacao do tubo de transmissao de pulsacao. Tem como funcaorestringir o fluxo do fluido e tambem permitir a visualizacao dacamara de compressao.

6) Tubo de transmissao de pulsacao: tubo de cobre, com diametroexterno 6 mm e interno de 3 mm, utilizado para transmitir o fluidopulsante para o sistema de refrigeracao.

7) Sensor de pressao: alojado na extremidade final do tubo de trans-missao de pulsacao.

8) Base de fixacao do sistema de pulsacao: possui a funcao de susten-tar todos os elementos, alinhando-os ao Shaker e adicionar massae rigidez estrutural reduzindo o ruıdo de medicao causado pelas vi-bracoes.

O vibrador eletrodinamico desloca o pistao na forma ditada pelosinal eletrico criado pela fonte de acionamento. Este sinal pode ser umaonda sinusoidal de frequencia 20 Hz, por exemplo. Neste caso o pistaorealizara 20 avancos e recuos a cada segundo.

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B.1 ANALISE DO VOLUME DESLOCADO PELA BANCADA AL-TERNATIVA

O volume de fluido deslocado por ciclo Vciclo e dado por

Vciclo = dmax.Ac, (B.1)

onde dmax e o deslocamento maximo do pistao multiplicado pela areada secao transversal interna Ac do cilindro. A Figura 49 apresentao logaritmo do deslocamento maximo do pistao em milımetros paradiversos valores de frequencia de acionamento.

Figura 49: Deslocamento maximo pico a pico do pistao em funcao dafrequencia de acionamento do vibrador eletrodinamico.

Fonte: do Autor.

Quanto mais rapido se move o pistao, menor o seu deslocamentomaximo e por conseguinte menor o volume comprimido do fluido porciclo como mostrado na Equacao B.1. A taxa de deslocamento de fluido

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dV/dt pode ser escrita como

dV/dt = Vciclo.f, (B.2)

onde f e o numero de ciclos realizados a cada segundo. A Figura 50apresenta o grafico da taxa de deslocamento de fluido (dV/dt) emfuncao da frequencia da onda sinusoidal aplicada ao vibrador eletro-dinamico. A 100 Hz, ocorre o maior deslocamento volumetrico es-pecıfico. No caso o pistao desloca um volume aproximado de 1,3 dm3

de ar a cada segundo.

Figura 50: Vazao de fluido obtida pela Bancada Alternativa.

Fonte: do Autor.

A Figura 51 e a fotografia da Bancada Alternativa conectada aocondensador do sistema de refrigeracao. Os itens numerados sao:

1) vibrador eletrodinamico e sistema pistao-cilindro;

2) tubo flexıvel para conduzir pulsacao e filtrar ruıdo estrutural;

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Figura 51: Vibrador eletrodinamico conectado ao condensador do re-frigerador.

Fonte: do Autor.

3) sensor de pressao adaptado na entrada do condensador;

4) sensor de pressao adaptado na saıda do condensador;

5) massa adicional para reduzir a vibracao.

A seguir, serao apresentados os resultados de pulsacao na en-trada do condensador, ruıdo medido em camara reverberante e esbocodas curvas funcao resposta em frequencia que relacionam os dois resul-tados anteriores. Para simplificar as analises, apenas tres sinais foramselecionados para serem aplicados nos ensaios:

I. ruıdo branco devido a sua energia melhor espalhada no domınioda frequencia;

II. seno de 60 Hz por ser a frequencia da rede eletrica no Brasil;

III. seno de 100 Hz por ser o valor que gerou o maior deslocamentovolumetrico especıfico do fluido no sistema pistao-cilindro na Fi-gura 50.

100

B.2 ENSAIO 1: SINAL TIPO RUIDO BRANCO

A Figura 52 apresenta os resultados de pulsacao e ruıdo para oShaker acionado por um ruıdo branco. O grafico da Figura 52 apre-senta a pulsacao medida na entrada do condensador do sistema derefrigeracao. Observa-se que nao ha picos proeminentes por nao haverharmonicos principais no sinal do Shaker, que e mais proximo de umsinal constante no domınio da frequencia. A pulsacao do fluido embaixa frequencia e aproximadamente 50 dB acima do ruıdo de fundodo sensor, porem esta diferenca decresce gradativamente onde ocorregrande aproximacao das curvas em torno de 500 Hz.

Figura 52: Nıvel de pressao sonora da pulsacao e nıvel de potenciasonora do ruıdo para pistao acionado por ruıdo branco.

Fonte: do Autor.

O segundo grafico na Figura 52 e o nıvel de potencia sonora doruıdo produzido pelo refrigerador posicionado dentro da camara rever-

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berante e cuja unica fonte de energia e o fluido pulsante enviado pelaBancada Alternativa. Com excessao da banda de 125 Hz, todas asoutras bandas possuem o ruıdo de 10-25 dB acima do ruıdo de fundomedido pelos microfones.

B.3 ENSAIO 2: SINAL SINUSOIDAL DE 60 HZ

A Figura 53 apresenta os resultados de pulsacao e ruıdo para oShaker acionado por uma senoide de 60 Hz. O grafico na Figura 53apresenta a pulsacao medida na entrada do condensador do sistemade refrigeracao. Observam-se picos proeminentes com destaque parao segundo harmonico (120 Hz). Nesta frequencia a pulsacao do fluidoe aproximadamente 80 dB acima do ruıdo de fundo do sensor, poremos valores medios sao bem mais proximos; em baixas frequencias oespacamento esta entre 10-20 dB, e a media do sinal vai convergindorapidamente para valores mais proximos a media do ruıdo de fundo.

O segundo grafico na Figura 53 e o nıvel de potencia sonora doruıdo produzido pelo refrigerador posicionado dentro da camara rever-berante e cuja unica fonte de energia e o fluido pulsante enviado pelaBancada Alternativa. Destaca-se o NWS do ruıdo 25 dB acima doruıdo de fundo na banda de 250 Hz.

B.4 ENSAIO 3: SINAL SINUSOIDAL DE 100 HZ

A Figura 54 apresenta os resultados de pulsacao e ruıdo parao Shaker acionado por uma senoide de 100 Hz. O grafico na Figura54 apresenta a pulsacao medida na entrada do condensador do sistemade refrigeracao. Observam-se picos proeminentes com destaque parao segundo harmonico (120 Hz). Nesta frequencia a pulsacao do fluidoe aproximadamente 75 dB acima do ruıdo de fundo do sensor, poremos valores medios sao bem mais proximos; em baixas frequencias estaoentre 10-20 dB, convergindo rapidamente para valores proximos a mediado ruıdo de fundo.

O segundo grafico na Figura 54 e o nıvel de potencia sonora doruıdo produzido pelo refrigerador posicionado dentro da camara rever-berante e cuja unica fonte de energia e o fluido pulsante enviado pelaBancada Alternativa. Os valores de ruıdo estao mais proximos do sinalde ruıdo de fundo comparado ao caso da senoide de 60 Hz. Destaca-seaqui o NWS do ruıdo 20 dB acima do ruıdo de fundo na banda de 200

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Figura 53: Nıvel de pressao sonora da pulsacao e nıvel de potenciasonora do ruıdo para pistao acionado por senoide 60 Hz.

Fonte: do Autor.

Hz.A Figura 55 representa a funcao resposta em frequencia que rela-

ciona o nıvel de pressao sonora do ruıdo ao da pulsacao para os ensaiosacima realizados. Observa-se que as curvas correspondentes as senoides(em vermelho e verde) seguem uma tendencia que nao e a mesma se-guida pelo ruıdo de fundo ou mesmo pelo sinal adquirido quando ruıdobranco foi aplicado ao Shaker. Isto indica que e possıvel correlacionarruıdo com pulsacao utilizando esta metodologia.

B.5 CONCLUSOES SOBRE A BANCADA ALTERNATIVA

A Bancada Alternativa por ser um experimento inicial serviu delaboratorio para aperfeicoamento da metodologia que foi empregada

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Figura 54: Nıvel de pressao sonora da pulsacao e nıvel de potenciasonora do ruıdo para pistao acionado por senoide 100 Hz.

Fonte: do Autor.

nesta dissertacao. Seguem abaixo as licoes aprendidas:

I. boa parcela do ruıdo gerado e causada pela frequencia fundamentale harmonicos da pulsacao, possuindo grande impacto na banda de200 Hz para sinais de pulsacao multiplos de 50 Hz e resultadocorrespondente na banda de 250 Hz quando aplicados sinais depulsacao multiplos de 60 Hz;

II. torna-se mais interessante o uso de microfone posicionado sobre oboom, obtendo-se medias espaciais e temporais;

III. o sistema pistao-cilindro empregado nao permite a utilizacao deoutro fluido que nao seja ar atmosferico;

IV. o Shaker por suas limitacoes de deslocamento maximo, nao per-mite intensificar os nıveis de pulsacao a valores proximos a pulsacao

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Figura 55: Funcao resposta em frequencia ruıdo-pulsacao para cilindroacionado com ruıdo branco e senoides de 60 Hz e 100 Hz.

Fonte: do Autor.

existente no condensador do refrigerador em condicoes reais de fun-cionamento, motivo este para nao se utilizar esta bancada nestetrabalho.